钢板剪板机的原理与设计.doc

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皖西学院本科毕业论文（设计）

钢板剪板机的原理与设计

摘要：

在使用金属板材较多的工业部门，都需要根据尺寸要求对板材进行切断加工，所以剪板机就成为各工业部门使用最为广泛的板料剪断设备。

对称传动剪板机是一种典型的对称传动的机械，主要用于剪裁各种尺寸金属板材的直线边缘。

该设备应用广泛，具有结构简单，维修方便，经济实用的优点。

该设计的对称传动剪板机，其冲剪力为10吨，滑块的行程为22mm，每分钟剪切30次。

由电动机提供动力，经过一级带传动和一级齿轮传动减速。

设计中采用的执行机构为对心曲柄滑块机构，这一机构将剪板机传动系统的旋转运动转变为滑块的往复直线运动，实现对板料的剪切。

曲柄滑块机构具有结构简单、加工容易、维修方便、经济实用的优点，在机械设备中应用广泛。

关键词:

曲柄滑块机构；剪板机；对称传动

Steelplateshearstheprincipleanddesign

Abstract:

Intheuseofsheetmetalmoreindustrialsector,allneedaccordingtodimensionalrequirementsformaterialcutting,solateshearsbecomeseachindustrialsectorismostwidelyusedintheprocessofsheetmetalcutequipment.Symmetrictransmissioncuttingmachineisakindoftypicalsymmetrictransmissionmachinery,mainlyusedforclippingofvarioussizesofthesheetmetalofstraightedge.Theequipmentiswidelyused,thestructureissimple,easymaintenance,economicandpracticaladvantagesThedesignofthesymmetrictransmissionplateshears,itsbluntshearfor10tons,theslidertrip22mmperminuteforshearthirtytimes.Poweredbymotorthroughlevel1beltandlevel1geartransmissionslowingdown.Theactuatorsusedinengineeringforhead-onslider-crankmechanism,theorganizationwillplateshearstherotationofthetransmissionsystemtoconvertmotionslideblockofreciprocatinglinearmotionrealizetheshearsheet.Slider-crankmechanismhassimplestructure,easyprocessing,maintenanceisconvenient,economicalandpracticaladvantages,iswidelyusedinmechanicalequipment.

Keywords:

slider-crankmechanism;steelplateshearer；symmetrictransmission

1引言

在使用金属板材较多的工业部门，都需要根据尺寸要求对板材进行切断加工，所以剪板机就成为各工业部门使用最为广泛的板料剪断设备。

剪板机目前主要有以下几种：

平刃剪板机：

剪切质量较好，扭曲变形小，但剪切力大，耗能大。

机械传动的较多，该剪板机上下两刃彼此平行，常用于轧钢厂热剪切初扎方坯和板坯。

斜刃剪板机：

分闸式剪板机和摆式剪板机，剪切质量较前者差，有扭曲变形，但力能消耗较前者小，适用于中大型剪板机。

多用途剪板机：

板料折弯剪板机，即在同一台机器上可完成两种工艺，假期下部进行板料剪切，上部进行折弯，也有的机器前部进行剪切，后部进行板料折弯。

专用剪板机：

气动剪板机大多用在剪切线上速度快，剪切次数高。

数控剪板机：

直接对后挡料器进行位置编程，可进行位置校正，具有多工步编程功能，可实现多步自动运行，完成多工步零件一次性加工，提高生产效率[1]。

对称传动剪板机是一种典型的对称传动的机械，主要用于剪裁各种尺寸金属板材的直线边缘。

该设备应用广泛，具有结构简单，维修方便，经济实用的优点。

2剪板机的工作原理

本机器的工作原理：

剪板机剪切后应能保证被剪板料剪切面的直线度和平行度要求，并尽量减少板材扭曲，以获得高质量的工件。

剪板机的上刀片固定在刀架上，下刀片固定在工作台上。

工作台上安装有托料球，以便于板料的在上面滑动时不被划伤。

后挡料用于板料定位，位置由电机进行调节。

压料器用于压紧板料，以防止板料在剪切时移动。

护栏是安全装置，以防止发生工伤事故。

调整前挡板把后挡板靠紧下刀口，再把样板靠紧后挡板，将前挡板靠紧样板并固定。

松开后挡板，去掉样板，装上板料，进行剪切。

调整后挡板将样板托平对齐下刀口，再把后挡板靠紧样板并固定，去掉样板，再装上板料进行剪切。

调整角挡板先将样板放在台面上对齐下刀口，调整角挡板并固定，再根据样板调整后挡板，剪切过程中同时利用角挡板和后挡板以定位。

3总体传动方案

剪板机主要是通过滑块上刀片的往复直线运动来实现切断功能，能实现这个目的主要由液压传动和机械传动两种。

液压剪板机采用液压传动，使机器工作时平稳，噪声小，安全可靠，可以进行单次连续剪切，剪板厚度也较机械传动的厚，但是液压系统是利用液体作为中间介质来传递动力的，剪切力大时，油压也相应的高，对液压元件的精度、强度要求也高，制造成本也相应的较高，而且液压系统不可避免的存在，泄露问题，会造成污染，油温的变化会引起油液粘度变化，影响液压传动工作的平稳性，所以适应环境能力小。

另外，液压剪板机的维修也不方便，需要掌握一定的专业知识，因此此次设计不选用此方案。

凸轮机构的优点是可以根据从动件的运动规律来选择机构的尺寸和确定凸轮轮廓线。

缺点是凸轮机构一般用于控制机构而不是用于执行机构，因为其工作压力不能太大，否则会严重磨损凸轮的轮廓及推杆，导致该机构不能实现预期的动作要求，不能保证机器的稳定性，因此该方案不予采用。

曲柄滑块机构通过主轴转动带动曲柄转动，曲柄通过连杆使滑块作上下往复运动，实现剪切动作。

该机构具有结构简单、加工容易、维修方便、经济实用的优点，故采用此方案即曲柄滑块机构作为执行机构比较合适[3]。

综合考虑，本次剪板机设计的总体方案为电动机经过一级带轮减速及一级齿轮减速驱动主轴上的曲柄滑块机构，使滑块作往复运动，进行剪切动作，剪板机的剪切力是10吨，行程为22mm，每分钟剪板30次。

设计传动系统图如图3.1所示。

图3.1系统传动简图

4电动机的选择

4.1电动机类型和结构形式的选择

本次设计所选用的电动机的类型和机构形式应根据电源种类、工作条件、载荷大小和性质变化、启动性能、制动、正反转的频率程度等条件来选择。

根据工作环境和要求,选用Y系列三相异步电动机[6]。

4.2电动机功率的选择

该剪板机的剪切力为10吨，根据=把已知数据代入解得：

=4.63mm。

根据Q11型剪板机技术参数[1]，类比实习时工厂的样机，选取电动机的功率为5.5kW。

转速的确定：

由于传动由皮带和齿轮组成的。

按推荐的传动副传动比较合理的范围，取三角带传动比=2～4。

二级圆柱齿轮减速器传动比=8～40，则总传动比合理范围为=16～160,则电动机转速可选范围为：

=·=（16～160）·=480～4800r/min

查表19.1Y系列三相异步电动机的技术数据[6],选取Y132-M2-6型电动机比较合适,其技术参数如下:

功率为5.5kW，级数为6，满载时的电流、转速、效率分别为12.6A、960r/min、85.3%。

4.3计算传动装置的运动和动力参数

4.3.1计算传动装置的合理传动比

总传动比==×——三角带传动比——圆柱齿轮传动比取=4=

4.3.2计算运动和动力参数

=r/min=r/min

查得[4]各部件传动效率为：

圆柱齿轮：

0.94～0.96=0.95三角带传动：

0.94～0.96=0.955轴承（每对）：

0.97～0.99=0.98

则总传递效率为：

===

====5.15kW

====4.79kW

=——电动机转矩；——电动机功率；——满载转速[6]；

==N·m=N·m

===N·m

==N·m=N·m

5带传动的设计

在同样的张紧力下，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力，V带传动允许的传动比较大，结构简单较紧凑，造价低廉，传动平稳以及缓冲吸振等优点[4]。

5.1确定计算功率

==kW——传动的额定功率（）

——工作情况系数查表8-6[4]，载荷变动较大，软启动每天工作时间小于10小时，取=1.2。

5.2选择带型

根据=6.6kW和主动带轮（小带轮）转速=r/min，查图8-8[4]中选定A型V带。

5.3确定小带轮的基准直径

5.3.1初选小带轮的基准直径

查参考文献[4]取主动轮基准直径=mm。

5.3.2验算带的速度

===m/s

由于过小，表示所选的过小，这将使所需要的有效拉力过大，即所需要的跟数过多，于是带轮的宽度，轴径及轴承的尺寸都要随之增大。

取=mm==m/s

=m/s

5.3.3计算从动轮的基准直径

===640mm并按照V带轮的基准直径系列进行圆整,圆整后

=640mm

5.4确定中心距a和带轮的基准直径

由于中心距未给出,可根据传动的结构需要初步中心距取代入=mm,=mmm

取=mm=mm,根据带传动的几何关系,按下式计算所需带的基准长度≈+++

≈m=mm

由参考文献[7]表33.1－9取=mm，由于V带的中心距一般是可以调整的,故采用下式进行近似计算

≈=mm=mm

考虑安装调整和补偿预紧力（如带伸长而松弛后的紧张）的需要，中心距的变化范围为

==mm＝mm

==mm=mm。

5.5验算主动轮上的包角

根据对包角的要求，应保证

≈

≈

主动轮上的包角满足要求。

5.6确定带的根数

==根

5.7确定带的预紧力

===N

由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力应为上述预紧力的1.5倍[4]。

5.8带轮结构的设计

5.8.1小带轮的结构设计

材料：

HT200确定带轮的形式由参考文献[6]得：

电机轴=38mm，电机轴伸出长度为E=80mm，且已知小带轮的基准直径=160mm，2.5=2.5×38mm=95mm

2.5＜＜300mm

所以小带轮采用腹板式结构。

带轮的基准直径为160mm，外径=168mm。

轮槽的尺寸查表8-10[4]得带轮的轮槽尺寸如下：

轮槽基准宽度=11.0mm

基准线上槽深=2.75mm基准线下槽深=8.7mm槽间距=15±0.3mm

第一槽对称面至端面的距离=mm最小轮缘厚=6mm轮槽角=38°

轮槽结构如图5.1所示。

图5.1轮槽结构

确定小带轮外形尺寸带轮宽：

==（5-1）×15+2×10mm=80mm

带轮外径：

==160+2×4mm=168mm

轮缘外径：

=（1.8～2）=（1.8～2）×38mm=（68.4～76）mm，取=70mm

轮毂长度：

因为=80mm＞1.5=1.5×38mm=57mm

所以=（1.5～2）=（1.5～2）×38mm=（57～76）mm，取=60mm。

=（1/7-1/4）=（1/7-1/4）×80mm=（11.43～20）mm取=15mm

小带轮的结构如图5.2

图5.2小带轮结构

5.8.2大带轮的结构设计

材料：

HT200

确定带轮的结构形式初选大带轮的轴径=35mm，已知大带轮的基准直径=640mm＞300mm，所以大带轮选用轮辐式结构。

[4]

轮槽尺寸同小带轮。

轮缘及轮毂的尺寸：

带轮宽：

==（5-1）×15+2×10mm=80mm

带轮外径：

=640+2×4mm=648mm

轮毂外径：

=（1.8～2）=（1.8～2）×35mm=（63～70）mm，取=70mm

轮毂长度：

因为=80mm＞1.5=1.5×35mm=52.5mm

所以=（1.5～2）=（1.5～2）×38mm=（57～76）mm，取=60mm。

==mm=50.8mm

=0.8=0.8×50.8mm=40.6mm=0.4=0.4×50.8mm=20.3mm

=0.8=0.8×20.3mm=16.2mm=0.2=0.2×50.8mm=10.2mm

=0.2=0.2×40.6mm=8.1mm

大带轮的结构如图5.3

图5.3大带轮结构

6轴的设计

6.1主动轴的设计

6.1.1材料选择

选用45号钢，调质处理。

6.1.2轴径的最小许用值

根据扭转强度条件计算公式[8]≥

=116×=62.94mm

6.1.3确定轴上的零件的装配方案

深沟球轴承、套筒和轴端挡圈从轴的左端依次安装，深沟球轴承、套筒、齿轮、轴端挡圈从轴的右侧依次安装。

轴承选择6014型深沟球轴承。

6.1.4轴上的零件定位

轴上的零件是以轴肩、套筒来保证的。

限制轴上零件与轴发生相对转动，本次设计采用键来固定。

6.1.5轴各段直径和长度的确定

类比工厂样机，确定主轴的各段直径及长度。

6.1.6绘制主轴上零件的装配图及轴的结构图

根据以上计算及装配定位要求[4]，绘制主轴上零件的装配图及轴的结构图如图6.1所示。

1.沉头螺钉2.深沟球轴承3.螺钉锁紧挡圈4.偏心轮5.大齿轮6.轴端挡圈

图6.1主轴

6.2从动轴的设计

6.2.1材料选择

类比主轴，选用45号钢，调质处理。

6.2.2轴径的最小许用值

≥=116×mm=32.24mm

6.2.3确定轴上零件的装配方案

轴承、套筒、皮带轮、轴端挡圈从左端向右依次安装。

轴承、套筒、齿轮、轴端挡圈依次从轴的右端向左安装，轴承选择6007型深钩球轴承。

6.2.4绘制从动轴上零件的装配图及轴的结构图

类似主动轴，传动轴的零件装配及轴的机构如图6.2所示。

1.轴端挡圈2.大带轮3.套筒4.深沟球轴承5.小齿轮

图6.2传动轴的结构及装配图

7齿轮设计

7.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

7.1.1齿轮类型的选择

根据设计的传动方案选择直齿圆柱齿轮传动。

7.1.2齿轮材料的选择

由于机器工作时属于中等冲击，选取大小齿轮的材料均为45Cr（调质），齿面硬度：

小齿轮271～316HBS，大齿轮为241～286HBS，取中间值，则大齿轮为263.5HBS，小齿轮为293.5HBS[8]。

7.1.3选取精度等级

因其表面经过调质处理，故选用8级精度。

7.1.4选择齿数

选小齿轮齿数为Z1=20，大齿轮齿数Z2=uZ1=8×20=160

7.2按齿面接触强度设计

由设计公式[4]进行试算，既：

≥2.23

7.2.1确定公式内的各个计算数值

=1.3小齿轮传递的转矩==95.5×105×N·mm=2.049×105N·mm

齿宽系数=0.6材料的弹性影响系数=189.8MPa

按齿面硬度查得[4]大齿轮接触疲劳强度极限=610MPa，小齿轮的接触疲劳强度极限=650MPa

应力循环次数=60×240×1×（30×300×8）=1.0368×109

===0.1296×109

接触疲劳强度查得[4]=1.0,=1.

取失效效率为1%，安全系数=1，有接触疲劳许用应力

==1.0×650=650MPa

==1.1×610=671MPa

7.2.2计算

（1）小齿轮分度圆直径

d1t≥2.23=2.32×=81.016mm

（2）计算圆周速度

==m/s=1.018m/s

（3）计算齿宽

==0.6×81.016=48.610mm

（4）计算齿宽与齿高之比b/h

模数===4.051mm

齿高=2.25=2.25×4.051mm=8.041mm

=48.610/9.115=5.333

（5）计算载荷系数

根据=1.081mm/s，8级精度，查得动载系数=1.1;直齿轮假设≥100N/mm;由表查得==1.2；=1.5；查得齿向载荷分配系数用内差法得=1.23，并且=4.44，8级精度，并调质处理，查得弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数=1.16；故载荷系数

==1.5×1.1×1.2×1.23=2.4354

（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

==81.016×mm=99.87mm

（7）计算模数

==mm=4.99mm

7.3按齿根弯曲强度设计

由齿根弯曲强度的设计公式[4]：

≥

7.3.1确定公式内各计算数值

（1）弯曲疲劳强度

查得[4]小齿轮的弯曲疲劳强度极限=426MPa。

大齿轮的弯曲疲劳强度极限=430MPa。

（2）弯曲疲劳寿命系数

查得=0.88，=0.9。

（3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数=1.4由得

===276.4MPa

（4）载荷系数K

==1.5×1.1×1.2×1.116=2.297。

（5）计算大、小齿轮的并加以比较

==0.01621==0.01422

小齿轮的数值大

7.3.2设计计算

≥==3.99mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得模数3.99并就近圆整为标准植m=4mm。

按接触强度算得的分度圆直径d1=99.87mm，算出小齿轮齿数===25

大齿轮齿数==8×25=200取Z2=200

7.4几何尺寸计算

7.4.1计算分度圆直径

==25×4=100mm==200×4=800mm

7.4.2计算中心距

===450mm

7.4.3计算齿轮宽度

==0.6×100=60mm

为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大大齿轮的工作载荷，常将小齿轮的齿宽在圆整数值的基础上人为地加宽5~10mm

故取小齿轮的齿宽=65mm大齿轮的齿宽=60mm。

7.5验算

==N=4098N

=N/mm=102.45N/mm＞100N/mm合适

7.6结构设计

7.6.1小齿轮的结构设计

计算小齿轮结构参数

齿顶高==4×1mm=4mm

齿根高==4×（1+0.25）mm=5mm

齿全高==12+15mm=27mm

齿顶圆直径==100+2×4mm=108mm

齿根圆直径==100-2×5mm=90mm

由于小齿轮直径不大，且中间有轴传动，故选用实心结构的齿轮。

压力角=20°

齿距==3.14×4mm=12.56mm

基圆直径==100×cos20°mm=93.97mm

基圆齿距==12.56×cos20°mm=11.80mm

齿厚==12.56/2mm=6.28mm

齿槽宽==12.56/2mm=6.28mm

顶隙==4×0.25mm=1.0mm

因为小齿轮的齿顶圆直径=108mm＜160mm，所以小齿轮可以做成实心结构的齿轮[4]。

7.6.2大齿轮的结构设计

计算大齿轮结构参数

齿顶圆直径==800+2×4mm=800mm

齿根圆直径==800-2×5mm=790mm

由于大齿轮的齿顶圆直径=790mm在400～1000mm之间，，所以选用轮辐式结构的齿轮[4]。

8曲柄滑块机构设计

曲柄滑块机构是曲柄剪板机的典型机构，这一机构将剪板机传动系统的旋转运动转变为滑块的往复运动，实现剪切工艺。

同时，机构还具有力的放大作用（即工作载荷大于传动系统输入的作用力），满足剪板机瞬时峰值力的要求。

8.1材料的选择

由于曲柄滑块机构需要承受10吨的冲压力，应选择刚度较大的钢，选择45号钢，应力=238MPa,=238MPa,=142MPa。

8.2确定曲柄滑块杆件长度

已知滑块的行程为22mm,所以曲柄长=/2=22/2mm=11mm。

机构在图8所示位置时的传动角=90°-，为了保证曲柄滑块的性能，≥40°。

图8.1曲柄滑块机构示意图

由图8.1可知：

==因为≥40°，所以≤/≤≥/

的最大值为1≥/≥11/mm=14.36mm

类比工厂样机，选=400mm。

8.3结构设计

参考工厂样机，确定曲柄连杆的机构，如图8.2所示

图8.2曲柄连杆的机构

9结论

通过毕业设计，我对四年来所学的机械理论知识有了进一步的理解。

刚开始学这些理论知识时，总感觉很乏味，不知道它的价值在哪，导致学习热情不高，只是为了完成学习任务，学习效率也很低。

在这次设计中，我又回顾了四年来我们学过的所有知识，并把它们综合起来，应用在设计中的各个环节，我感觉这些知识活了起来，它们不再是枯燥无味的了，在设计中遇到每个难题，我在它们中间都能找到答案，我越来越喜欢这门科学了。

我相信，只要我继续保持在这次设计中的刻苦创新精神，努力学习，不断的要求自我，改造自我，进入社会后，遇到再大的困难，我也能冷静的面对，找到解决问题的方法，不断锻炼自己，成为一个有所作为的机械人，为社会和国家服务！

参考文献:

[1]俞新陆，何德誉．锻压手册，北京：

机械工业出版社，2002，,第3卷，锻压车间设备．

[2]刘朝儒.机械制图.北